基于 ANSYS 的汽车轮包频率响应分析

吴昌庆;刘聪聪

【摘 要】针对某皮卡在可靠性试验过程中发现燃油滤清器固定支架和车身钣金轮包连接处出现钣金开裂问题，进行结构、装配关系等原因分析。对轮包及加强板进行频率响应分析，对结构不合理之处进行改进优化，避开发动机共振频率，并对优化后轮包进行试验验证。结果表明，改进后的轮包，满足整车可靠性要求，并为今后的产品开发提供有效借鉴。%During the process of reliability test of a pick-up vehicle,found that the joint of the fuel filter fixed bracket and body sheet metal wheel package were cracked.The reasons were analysis by the structure and assembly relation etc.The frequency response analysis was carried out on the wheel package and reinforcing plate, to improve the unreasonable structure of optimization, avoid engine resonance frequency, and test the optimization of the wheel package .Results show that the improved package, meeting the reliability requirements, and provide effective reference for future product development. 【期刊名称】《汽车实用技术》 【年(卷),期】2016(000)001 【总页数】3页(P74-76)

【关键词】轮包;加强板;频响分析;优化设计 【作 者】吴昌庆;刘聪聪

【作者单位】安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230001;安徽江淮汽车股份有限公司，安徽 合肥 230001 【正文语种】中 文 【中图分类】U467.4

10.16638/j.cnki.1671-7988.2016.01.026

CLC NO.:U467.4 Document Code:B Article ID:1671-7988(2016)01-74-03 柴油滤清器是汽车上重要配置的零部件之一，对汽车的供油系统起着过滤杂质、水分和保护发动机喷油嘴的重要作用[1]。燃油滤清器一般结构较大且工作时充满油液，质量较大，对于布置结构必须安全可靠。

根据燃油滤清器布置位置的不用，通常燃油滤清器分为车架上布置和发舱内布置两种情况，在该皮卡车型中，燃油滤清器布置与发动机舱左侧轮包上表面，具体布置方式见图1所示。

通过测试可知此支架高度180mm,滤清器的中心点到支架固定点之间距离120mm，属于长悬臂偏心式支架结构。通过对整体结构分析发现，滤清器支架通过三颗螺钉固定在轮包上，轮包背面有一加强板用于加强轮包结构。滤清器满油质量1.5KG，支架厚度2.5mm，轮包厚度0.8mm，轮包加强版厚度1mm。可靠性路试不到2000公里处，轮包在和滤清器支架的贴合处出现断裂现象，见图2。本文应用频率响应分析方法，对固定滤清器的轮包和轮包加强板进行仿真分析，找出其开裂失效的原因，并给出改进意见[2]。 2.1 有限元网格划分

滤清器固定支架及轮包加强板如图所示。采用Hypermesh前处理软件对对几何模型进行划分[3]。由于主要考察轮包及轮包加强板的受力情况，故分析仅采用部分轮包模型进行计算。网格大小为2mm，单元类型为S4和S3，采用大型通用有限

元软件ANSYS进行数值计算。 其中轮包和加强板的材料性能见表1： 2.2 边界条件

为考察轮包和加强板的频率响应情况，滤清器是主要的施力点，故把施力点放在滤清器的质心位置，约束条件模拟整车车身全约束，见下图3所示。

在试验场的耐久性试验中，轮包会受到x,y和z向的共同激励而发生响应。由于滤清器支架布置在轮包上，轮包布置在发舱钣金上，此处主要激励源应为发动机振动引起。根据此款发动机的怠速转速转速（750±100）r/min分析，其相应频率范围为（22-28）Hz。为了考察轮包在受到各向频率激励时的响应，对轮包在x,y和z向施加1G加速度进行频率响应分析，考察其在共振点处最大应力值，如表2 所示。

根据轮包在x，y和z的频响分析的最大应力和所在频率的结果，判断轮包处断裂主要由低频共振引起应力突变，最大应力达到281Mpa，远远超出材料屈服极限165Mpa导致，轮包频率响应如图4所示。

为保证整车的安全因数，必须分析此处主要激励源的频率。由图4可以看出轮包的最大应力点发生位置为22Hz及31Hz频率下，和发动机怠速频率非常接近，因此初步判断轮包断裂是由此处和发动机存在共振引起，需要改变轮包处结构的模态频率，避开发动机共振频率[4]。

为避开共振频率，需改进轮包的刚度。由于轮包属于大型冲压件模具，费用较高，因此在设计中尽量不去修改，故对加强板结构进行修改，以提高轮包处的刚度[5]。由于轮包的开裂发生在加强板和轮包的接触处，此处应力最大，需要对此处进行优化设计；另外，加强板的边缘焊接位置位于轮包的变截面处，此处易产生应力集中，因此焊接位置需要优化，具体优化方案如图5所示： （1）增加加强板厚度，由原1mm调整为1.5mm；

（2）优化加强板结构，增大加强板和轮包的接触面积，同时增加焊点数量； 对改进方案进行x，y和z的频响分析，其中以发动机怠速频率22hz和28hz频率的计算结果如图6所示：

从以上应力云图可以看出改进方案在发动机怠速频率22Hz和28Hz频率下，计算结果如下表3所示。

改进方案在共振区域内最大应力为12.1Mpa，远小于材料的屈服极限，因此判断改进后满足可靠性路试要求。改进后频率响应如图7所示：

根据改进方案进行设计变更，制造样件并在试验样车上进行验证，改进方案轮包及加强板未出现断裂失效，顺利通过试验场三万公里可靠性路试。

车辆零部件设计当中，必须考虑发动机怠速频率对周边件的影响，避免产生共振。本文通过频响分析技术，有效分析轮包出现的振动断裂原因并提出改进方案，并对改进方案进行数值计算，从而选择最优的改进方案进行验证。

【相关文献】

[1] 潘江如,鲁亚云.高凝点柴油供油系统滤清器温度场研究[J]广西大学学报,2008,33(4):383-384. [2] 熊伟,余显忠等.基于MSC Nastran的后保险杆频率响应分析[J]计算机辅助工程,2013,22(1):88-.

[3] 李楚琳,张胜兰等.HyperWorks分析应用实例[M]北京:机械工业出版社,2007. [4] 何若天.汽油机高速异响噪声和低频振动[J]汽车技术,1991, 7:33-36.

[5] 李红建，邱少波等.汽车车身复杂钣金件的拓扑优化设计[J]汽车工程,2003,25(3):304-305.